二级斜齿轮减速器设计说明书.doc

目目 录录 一 前言一 前言 1 1 二 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算二 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 2 2 三 传动零件的三 传动零件的设设计计算计计算 5 5 四 箱体的设计及说明四 箱体的设计及说明 5 5 五 轴的设计计算及校核五 轴的设计计算及校核 1010 六 键连接的选择与计算六 键连接的选择与计算 1818 七 滚动轴承的选择及计算七 滚动轴承的选择及计算 2424 八 联轴器的选择八 联轴器的选择 2727 九 润滑与密封的选择九 润滑与密封的选择 2727 十 减速器附件设计 十 减速器附件设计 2929 十一十一 设计小结 设计小结 3030 参考资料参考资料 3131 一 一 前言前言 1 1 题目分析 题目 题目 设计用于带式运输机的展开式二级圆柱斜齿轮减速器 要求要求 拟定传动关系 有电动机 V 带 减速器 联轴器 工作机构成 工作条件 工作条件 连续单向运转 工作时有轻微振动 使用期限 10 年 小批量生产 单班制工作 运输带速度允许误差 5 已知条件 已知条件 运输带的拉力 F 1900N 运输带工作速度 V 1 25m s 卷筒直径 D 260mm 1 1 1 本传动机构的特点 该减速器结构简单 效率高 容易制造 使用寿命长 维护方便 但齿轮相对 轴承的位置不对称 因此轴应具有较大刚度 高速级齿轮布置在远离转矩输入 端 这样 轴在转矩的作用下产生的扭转变形将能减缓轴在弯矩作用下产生弯 曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象 斜齿轮的特点 是传动的平稳性较直齿轮传动好 且结构紧凑 承载能力高 常用于速度高 载荷大或要求传动紧凑的场合 1 1 2 本传动机构的作用 齿轮减速器介于机械中原动机与工作机之间 主要将原动机的运动和动力传给 工作机 在此起减速作用 并降低转速和相应的增大转矩 1 2 传动方案拟定 此方案选用了 V 带传动和闭式齿轮传动 V 带传动布置高于高速级 能发挥它的传动平稳 缓冲吸振和过载保护的优点 带传动的特点 是主 从动轮的轴间距范围大 工作平稳 噪声小 能缓和冲 击 吸收报动 摩擦型带传动有过载保护作用 结构简单 成本低 安装方 便 但外形轮廓较大 摩擦型带有滑动 不能用于分度系统 轴压力大 带的 寿命较短 不同的带型和材料适用的功率 带速 传动比及寿命范围各不相同 二 电动机的选择及传动装置的运动和动 力参数计算 2 1 选择电动机的容量 2 1 1 电动机的类型 按工作要求选用 Y 系列 IP23 防护式笼型三相异步电动机 电压为 380V 2 1 2 选择电动机容量 选择电动机所需功率 kW P p w d 选择电动机时应保证电动机的额定功率略大于工作机所需的电动机的 ed p 功率即可 即 d p ded PP 工作机所需功率为 kW F Pw 1000 v kW755 2 1000 45 1 1900 传动装置总效率 卷联齿承带 24 V 带传动效率 0 96 带 每对滚动轴承的传动效率 0 99 承 闭式齿轮的传动效率 0 97 齿 联轴器的传动效率 0 99 联 传动卷筒的传动效率 0 96 卷 带入得 卷联齿承带 24 825 0 96 0 99 0 97 0 99 0 96 0 24 w d P p kW34 3 825 0 755 2 因工作时有轻微震动 电动机额定功率 Ped略大于 Pd即可 由表 17 1 Y 系列电动机技术数据 选电动机的额定功率 Ped为 4kW 2 1 3 确定电动机转速 滚筒工作转速 w n r min57 106 260 45 1 100060100060 D v 通常取 V 带传动比常用范围 二级圆柱齿轮减速器 8 40 4 2 1 i 2 i 则总传动比的范围为 i 16 160 所以电动机转速的可选范围是 ir min d n 6 17041 16 170451 106160 16 w n 根据电动机所需功率和转速手册有一种适用的电动机型号 传动比方案 如下 电动机转速 r min 方案 电动机型号额定功率 Ped kw 同步转速满载转速 1Y112M 2 B3430002890 2 2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比 13 27 51 106 2890 i w m a n n 分配传动比 取则减速器的传动比 i 为 3 带 i04 9 3 13 27 带 减 i i i a 取二级圆柱斜齿轮减速器高速级的传动比558 3 04 9 4 14 1 1 减 ii 则低速极的传动比539 2 56 3 04 9 1 2 i i i 减 2 3 计算传动装置的运动和动力参数 将传动装置各轴由高速轴到低速轴依次编号 定为 0 轴 电动机轴 1 轴 高速轴 2 轴 中间轴 3 轴 低速轴 4 轴 滚筒轴 相邻两轴间的 传动比表示为 依次是电动机与 1 轴 01 i 12 i 23 i 34 i 01 12 23 34 轴 1 与轴 2 轴 2 与轴 3 轴 3 与轴 4 之间的传动效率 各轴的转速为 1 n 各轴输入转矩为 2 n 3 n 4 n 1 T 2 T 3 T 4 T 则各轴的运动和动力参数为 0 轴 电机轴 kW34 3 0 d pp mN n P T rnn m 0 11 2890 34 3 95509550 min 2890 0 0 0 0 1 轴 高速轴 kW21 3 96 0 34 3 00101 带 ppp mN n P T r i n n 8 31 3 963 21 3 95509550 min 3 963 3 2890 1 1 1 01 0 1 2 轴 中间轴 kW08 3 97 0 99 0 21 3 11212 齿承 ppp mN n P T r i n n 7 108 7 270 08 3 95509550 min 7 207 558 3 3 963 2 2 2 12 1 2 3 轴 低速轴 kW96 2 97 0 99 0 08 3 22323 齿承 ppp mN n P T r i n n 2 265 57 106 96 2 95509550 min 57 106 54 2 7 270 3 3 3 23 2 3 4 轴 滚筒轴 kW90 2 99 0 99 0 96 2 33434 联承 ppp mN n P T r i n n 8 259 57 106 90 2 95509550 min 57 106 1 57 106 4 4 4 34 3 4 运动和动力参数如下表 功率 P kW转矩 T mN 轴名 输入输出输入输出 转速 n r min 传动比 i 效率 电动机轴3 3411 042890 1 轴3 213 1831 831 5963 3 2 轴3 083 05108 7107 6270 7 3 轴2 962 93265 2262 6106 57 4 轴2 902 87259 8257 3106 57 3 3 558 2 54 1 00 0 96 0 96 0 96 0 98 三 传动零件的设计计算 3 1 设计 V 带和带轮 3 1 1 设计计算普通 V 带传动 1 计算功率 P 3 21kW n 2890r min kWPP dc 531 3 2 选 V 带型号 选用普通 V 带 根据 由课本 219 页图 13 15 选择 ZkWPP dc 53 3 min 2890rnm 型普通 V 带 3 求大 小带轮基准直径取 1 d 2 d 由课本 219 页查表 13 9 得 应不小于 50mm 现取mmd80 1 由式 13 9 得mmd n n d235 02 0 1 80 33 963 2890 1 1 2 1 2 由表 13 9 取 虽然使 n2略有减小 但其误差小于 5 故允mmdd236 2 许 4 验算带速 sm nd v 1 12 100060 289080 100060 11 带速在 5 25m s 范围内 合适 5 取 V 带基准长度和中心距 a d L 由于 0 7 2 即 21dd dd 0 a 21dd dd mmamm632221 0 取 mma500 0 由式 13 2 得带长 mm a dd ddaL 5004 80236 23680 2 5002 4 2 2 2 0 2 12 2100 1508mm 查课本 212 页表 13 2 取 由式 13 16 计算实际中心距 mmLd1600 amm LL a d 546 2 15081600 500 2 0 0 6 验算小带轮包角 oo a dd 120 6 163 3 57 546 80236 1803 57180 12 1 主动轮上的包角合适 7 计算 V 带根数 Z 由式 13 15 得 Z L c KKPP P 00 由 2890 min 80mm 0 n 1 d 由式 13 9 得传动比 201 3 02 0 1 80 236 1 1 2 d d i 查表 13 3 得 查表 13 5 得 kWp56 0 0 kWp04 0 0 由查表 13 7 得 查表 13 2 得 6 163 1 97 0 k16 1 L k 则28 5 96 0 16 1 56 0 04 0 53 3 Z 取 Z 6 根 8 求作用在带轮上的压力 FQ 查表 13 1 得 q 0 06kg m 得单根 V 带的初拉力 F0 qv2 0 06 12 12 48N 1 5 2 500 KZv Pc 1 96 0 5 2 1 126 53 3 500 作用在轴上的压力 FQ 2ZF0sin 2 6 48 sin 570N 2 1 2 6 163 3 2 齿轮的结构设计及计算 3 2 1 高速级齿轮设计 3 2 1 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按题目传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作机器 速度不变 所以选用 8 级精度 3 材料选择由表 10 1 选择 小齿轮用 45 号钢调质 齿面硬度为 260HBS MPa600 1lim MPa FE 460 1 大齿轮用 45 号钢正火 齿面硬度为 200HBS MPa380 2lim MPa FE 320 2 由表 11 5 取 0 1 25FS 1HS MPaMPa S MPaMPa S MPaMPa S MPaMpa S H H H H F FE F F FE F 380 0 1 380 600 0 1 600 256 25 1 320 368 25 1 460 2lim 2 1lim 1 2 2 1 1 4 按齿面接触强度设计计算 由表 11 3 取载荷系数 由表 11 6 取齿宽系数1 1 K9 0 d 小齿轮上的转矩mmNT 4 1 1015 3 选取螺旋角 初选螺旋角 15 由表 11 4 取 o 0 188 E Z5 2 H Z mm 53 52 380 98 0 5 2 0 188 588 3 1588 3 9 0 1015 3 1 12 12 3 2 4 3 2 1 1 H HE d ZZZ u uKT d 选小齿轮齿数为 则 则实际传动比28z1 10028558 3 12 izz 57 3 28 100 i 齿形系数 07 31 15cos 28 cos 33 1 1 z ZV96 110 15cos 100 cos 33 2 2 z ZV 查图 11 8 得 由图 11 9 得 65 2 1 Fa Y22 2 2 Fa Y62 1 1 Sa Y80 1 2 Sa Y 5 模数 按表 4 1 取88 1 28 53 52 m 1 1 1 z d mmm2 1 实际 mm zm d98 57 15cos 282 cos 11 1 mm zm d06 207 15cos 1002 cos 21 2 6 中心距 取 52 132 2 06 20798 57 2 21 1 dd amma135 1 7 确定螺旋角451318 1352 10028 2 arccos 2 arccos 21 a zzm 8 则分度圆直径 mm mz d06 59 451318cos 282 cos 1 1 mm mz d94 210 451318cos 1002 cos 2 2 9 齿宽 故取 mmdb d 15 5306 599 0 12 mmb55 2 mmb60 1 10 验算齿面接触强度 MPaMPa YY YY MPaMPaYY mdb KT F Fasa Fasa FF FFasaF 256 63 42 65 2 62 1 22 2 8 1 79 45 368 79 4565 2 62 1 206 5955 1015 3 1 122 2 11 22 12 1 4 11 12 1 1 故安全 11 齿轮的圆周速度 sm nd v 98 2 60000 3 96306 59 100060 11 选 8 级制造精度 是合宜的 3 2 2 低速级齿轮设计 3 2 2 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按题目传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作机器 速度不变 所以选用 8 级精度 3 材料选择由表 11 1 选择 小齿轮用 45 号钢调质 齿面强度为 260HBS MPa600 1lim MPa FE 460 1 大齿轮用 45 号钢正火 齿面强度为 200HBS MPa280 2lim MPa FE 320 2 由表 11 5 取 0 1 25FS 1HS MPa S MPa S F FE F H H 368 25 1 460 600 0 1 600 1 1 1lim 1 MPa MPa F H 356 25 1 320 380 0 1 380 2 2 4 按轮齿弯曲强度设计计算 由表 11 3 取载荷系数 由表 11 6 取齿宽系数1 1 K8 0 d 小齿轮上的转矩mmNT 5 1 10076 1 选小齿轮齿数为 则 则实际传动比32 3 z8232539 2 34 izz 56 2 32 82 i 选取螺旋角 初选螺旋角 15 由表 11 4 取 o 0 188 E Z5 2 H Z 98 0 cos Z mm ZZZ u uKT d H BHE d 62 84 380 98 0 5 2188 539 2 1539 2 8 0 10076 1 1 12 12 3 2 5 3 2 1 齿形系数 51 35 15cos 32 cos 33 1 1 z ZV99 90 15cos 82 cos 33 2 2 z ZV 查图 11 8 得 由图 11 9 得 52 2 1 Fa Y25 2 2 Fa Y66 1 1 Sa Y79 1 2 Sa Y 5 模数 故取 64 2 32 62 84 3 3 2 z d m mmm3 2 实际 mm m d39 99 15cos 332 cos z 23 3 mm mz d68 254 15cos 382 cos 24 4 6 中心距 取 mm dd a035 177 2 68 25439 99 2 43 2 mma180 7 确定螺旋角241118 1802 8232 3 arccos 2 arccos 432 a zzm 8 则分度圆直径mm zm d05 101 241118cos 323 cos 32 3 mm zm d95 258 241118cos 823 cos 42 4 9 齿宽 故取 mmdb d 84 8005 1018 0 34 mmb85 4 mmb90 3 10 验算齿面接触强度 MPaYY mbd KT FFaSa n F 460998 5566 1 52 2 5 205 10170 10076 1 1 122 111 5 1 1 1 MPaYY mbd KT FFaSa n F 32091 5379 1 25 2 5 205 10170 10076 1 1 122 2 5 22 1 1 2 1 11 齿轮的圆周速度 sm nd v 43 1 60000 7 27005 101 100060 11 选 8 级制造精度是合宜的 四 箱体的设计及说明 减速器箱体结构尺寸 mm 名称符号计算公式结果 箱座厚度 825 7 3025 0 a 10 箱盖厚度 1 84 6302 0 1 a 8 箱盖凸缘厚度 1 b125 1 11 b 12 箱座凸缘厚度b 155 1 b 15 箱座底凸缘厚度 2 b255 2 2 b 25 20 地脚螺栓直径 f d48 1812036 0 ad f 20M 地脚螺钉数目n4250则取 a4 轴承旁联接螺栓 直径 1 d86 1375 0 1 f dd 16M 箱盖与箱座联接 螺栓直径 2 d09 11 25 9 6 0 5 0 2 f dd 12M 轴承端盖螺钉直 径 3 d24 9 4 7 5 0 4 0 3 f dd 10M 窥视孔盖螺钉直 径 4 d4 7 65 5 4 0 3 0 4 f dd 8M 定位销直径d 6 9 4 8 8 0 7 0 2 dd8M 连接螺栓的间l200 150 l170 距 至 f d 1 d 2 d 外箱壁的距离 1 C 查手册表 4 126 22 18 f d 1 d 至凸缘边缘 2 d 距离 2 C 查手册表 4 124 20 16 外箱壁至轴承座 端面距离 1 l 10 5 211 CCl 50 大齿轮顶圆与内 箱壁距离 1 6 92 1 1 14 齿轮端面与内箱 壁距离 2 8 2 12 箱盖 箱座肋厚 mm 1 85 0 85 0 11 mm 7 9 轴承端盖外径 2 D 32 5 5 5 dDD 轴 1 120 轴 2 120 轴 3 170 轴承旁联结螺栓 距离 S 2 DS 120 1 轴 120 2 轴 170 3 轴 五 轴的设计计算及校核 5 1 高速轴 5 1 1 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据表 14 2 取 35MPa 于110 C 是 mmd mm n P Cd 199 17 51 38 16min 38 16 33 963 18 3 110 33 以考虑到轴上有键槽 所 5 1 2 求作用在齿轮上的受力 圆周力 N d T Ft87 1076 06 59 108 322 4 1 1 径向力 N F F nt r 38 413 543118cos 20tan87 1076 cos tan 轴向力 NFF ta 98 360543118tan87 1076tan 5 1 3 轴的结构设计 5 1 3 1 拟定轴上零件的装配方案 1 输出轴的最小直径显然是安装 V 带的直径 如上图 根据轴最小直径的 d1 计算 和查阅书籍 故 1 段 b1为 50mm d1为 25mm 2 根据 v 带的轴向定位要求 d2取为 31mm 由箱体结构和轴承段 端盖装配关系 等确定 b2为 59mm 3 角接触轴承段 d3取为 35mm 轴承型号为 7307AC 档油环及装配关系等确定 b3为 21mm 4 过渡轴段 考虑轴肩定位 故取 d4为 43mm 由装配关系 确定该段的 b4为 121mm 5 5 为高速级齿轮轴段 b5为 60mm 6 角接触轴承段与 3 相同 d7为 35mm b7为 21mm 5 1 4 求轴上的载荷 1 求垂直面的支承反力 N ll d FlF F ar v 24 248 5 161 5 64 2 06 59 98 360 5 16138 413 2 21 2 1 NFFF vrv 14 16524 24838 413 12 2 求水平面的支承反力 N ll lF F t H 53 769 5 161 5 64 5 16187 1076 21 2 1 3 F 力在支点产生的反力 NFFF N ll lF F FF F 34 80857034 238 34 238 5 161 5 64 5 94570 12 21 3 1 4 绘垂直面的弯矩图 mNlFM v av 01 160645 0 24 248 11 mNlFM vav 67 261615 0 14 165 22 5 绘水平面的弯矩图 mNlFM HaH 63 410645 0 53 769 11 6 F 力产生弯矩 mNlFM Faa FaF 37 150645 0 34 238 11 力产生的弯矩为截面 7 合成弯矩图 mNMMMM aFaHava 71 7137 1563 4167 26 2222 mNMMMM aFaH aV a 52 6737 1563 4101 16 222 2 8 轴的转矩 mNT 8 31 9 求危险截面的当量弯矩 从图中可以看出 低速的齿轮中心线处最危险 其当量弯矩为6 0 mNTMM ae 20 74 8 316 0 71 71 2222 10 计算危险截面处轴的直径 轴的材料为 45 号钢 调治质处理 由表 14 1 查得MPa B 650 由表 14 3 查得 则MPa b 60 1 mm M d b e 13 23 601 0 74200 1 0 3 1 3 考虑到键槽对轴的削弱 将 d 增加大 5 故 mmmmd2529 2413 2305 1 所以 高速轴安全合理 载 荷水平面 H垂直面 V 支承反力 F NF H 53 769 1 NFv24 248 1 NF v 14 165 2 弯矩 M mNMaH 63 41mNMav 67 26 mNMav 01 16 总弯矩 mNMa 71 71 mNMa 52 67 扭矩 TmNT 8 31 弯矩图如上图所示 5 2 中间轴 5 2 1 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据表 15 3 取 C 110 于是得 mm n P Cd66 24 7 270 05 3 110 33 5 2 2 求作用在齿轮上的受力 1 作用在大齿轮 圆周力 N d T Ft62 1030 94 210 10087 1 22 5 2 2 2 径向力 N F F nt r 63 395 543118cos 20tan62 1030 cos tan 2 2 轴向力 NFF ta 47 345543118tan62 1030tan 22 2 作用在小齿轮 圆周力 N d T Ft41 2151 05 101 10087 1 22 5 3 2 3 径向力 N F F nt r 26 824 421118cos 20tan41 2151 cos tan 3 3 轴向力 NFF ta 14 707421118tan41 2151tan 33 5 2 3 轴的结构设计 5 2 3 1 拟定轴上零件的装配方案 1 角接触轴承段处 d1取为 35mm 轴承型号为 7307AC b1为 47mm 2 低速级小齿轮轴段 按与齿轮的装配关系定 d2为 37mm b2为 88mm 3 轴环 根据齿轮的轴向定位要求取 d3为 45mm b3按照要求取为 9 5mm 4 高速级大齿轮轴段 按与齿轮的装配关系定 d4为 37mm b4为 53mm 5 角接触轴承段同 1 相同 d5为 35mm b5为 49 5mm 5 2 4 求轴上的载荷 1 求垂直面的支承反力 N lll d FlF d FllF F arar v 80 575 22 321 3 333 2 2322 1 NFFFF vrrv 09 64480 57526 82463 395 1322 2 求水平面的支承反力 N lll llFlF F tt H 32 20 321 32233 1 NFFFF tHtH 47 1100 2132 3 绘垂直面的弯矩图 mNlFM vav 21 510795 0 09 644 32 4 绘水平面的弯矩图 mNlFM HaH 49 870795 0 47 1100 32 5 合成弯矩图 mNMMM aHava 38 10149 8721 51 2222 6 轴的转矩 mNT 7 108 9 求危险截面的当量弯矩 从图中可以看出 低速的齿轮中心线处最危险 其当量弯矩为6 0 mNTMM ae 55 120 7 1086 0 38 101 2222 10 计算危险截面处轴的直径 轴的材料为 45 号钢 调治质处理 由表 14 1 查得MPa B 650 由表 14 3 查得 则MPa b 60 1 mm M d b e 19 27 601 0 1055 120 1 0 3 3 1 3 考虑到键槽对轴的削弱 将 d 增加大 5 故 mmmmd3755 2819 2705 1 所以 中间轴安全合理 载 荷水平面 H垂直面 V 支承反力 F NF H 32 20 1 NF H 47 1100 2 NFv80 570 1 NF v 09 644 2 弯矩 M mNMaH 49 87mNMav 21 51 总弯矩 mNMa 38 101 扭矩 TmNT 7 108 弯矩图如上图所示 5 3 低速轴 5 3 1 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢 调质处理 根据表 15 3 取 C 110 于是得 mmd mm n P Cd 86 34 51 2 33min 2 33 60 106 93 2 110 33 以考虑到轴上有键槽 所 取最短直径为 35mm 5 3 2 求作用在齿轮上的受力求作用在齿轮上的受力 圆周力 N d T Ft73 2046 95 258 1065 2 22 5 4 3 4 径向力 N F F nt r 16 784 421118cos 20tan73 2046 cos tan 4 4 轴向力 NFF ta 73 672421118tan73 2046tan 44 5 3 3 轴的结构设计 5 3 3 1 拟定轴上零件的装配方案 1 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 如上图 为了使 d1 所选的轴直径与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴器的型号 d1 联轴器的计算转矩 查表 14 1 考虑到转矩变化很小 故取 3 TKT Aca 1 5 则 转矩 A KmNmNTca 95 397 3 2655 1 2 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查手册 144 页 选用凸缘 联轴器 GYS6 其公称转矩为 900N 半联轴器与轴配合的毂孔长度m 1 L 84mm 轴孔直径为 45 故 1 段 b1为 84mm d1为 45mm 3 密封处轴段 根据联轴器的轴向定位要求 以及密封圈的标准 采取毡 圈油封 故 d2取为 52mm 由箱体结构和轴承段 端盖装配关系等确定 b2为 53mm 4 滚动轴承处段 d3取为 55mm 轴承型号为 7311AC 由滚动轴承 档油环及装配关系等确定 mmmmmmBDd2912055 b3为 29mm 5 过渡轴段 考虑挡油环的轴向定位 故取 d4为 65mm 由装配关系 箱体 结构等确定该段的 b4为 81 5mm 6 轴环 根据齿轮的轴向定位要求取 d5为 75mm b5按照要求取为 12mm 7 低速级大齿轮轴段 按与齿轮的装配关系定 d6为 57mm b6为 83mm 8 滚动轴承段同 3 相同 d7为 55mm b7为 57 5mm 5 3 4 求轴上的载荷 1 求垂直面的支承反力 N ll d FlF F ar v 11 132 2 32 4 424 2 NFFF vrv 05 61611 13216 784 241 2 求水平面的支承反力 N ll lF F t H 38 1316 32 24 2 NFFF HtH 35 730 241 3 绘垂直面的弯矩图 mNlFM vav 72 921505 0 05 616 21 4 绘水平面的弯矩图 mNlFM HaH 92 109 5 8338 1316 32 5 合成弯矩图 mNMMM aHava 80 14392 10972 92 2222 6 轴的转矩 mNT 2 265 9 求危险截面的当量弯矩 从图中可以看出 低速的齿轮中心线处最危险 其当量弯矩为6 0 mNTMM ae 47 214 2 2656 0 80 143 2222 10 计算危险截面处轴的直径 轴的材料为 45 号钢 调治质处理 由表 14 1 查得MPa B 650 由表 14 3 查得 则MPa b 60 1 mm M d b e 94 32 601 0 1047 214 1 0 3 3 1 3 考虑到键槽对轴的削弱 将 d 增加大 5 故 mmmmd5759 3494 3205 1 所以 低速轴安全合理 载 荷水平面 H垂直面 V 支承反力 F NF H 35 730 1 NF H 38 1316 2 NFv05 616 1 NF v 11 132 2 弯矩 MmNMaH 92 109mNMav 72 92 总弯矩mNMa 80 143 扭矩 TmNT 2 265 弯矩图如上图所示 六 键的选择与校核 6 1 低速轴键选择 低速轴转矩mNT 2 265 查表 10 10 查得许用应力 100 120Mpa 取 100Mpa p p mmmmblL mm hd T l mmLmmblL mm hd T l p p 63L61 341661 18 61 18 1001057 2652004 4 6319 401419 26 19 26 100945 2652004 4 2222 22 2 1111 11 1 取 取 与联轴器联接处键为键 6314 AmmmmmmLhb63914 与齿轮接处键为键 6316 AmmmmmmLhb631016 6 1 1 低速轴键校核 低速轴键校核 键工作长度 mmbLl mmbLl 471663 491463 222 111 得 60 39 471057 26520044 45 53 49945 26520044 22 2 11 1 pp pp MPa hld T MPa hld T 故合格 6 2 中间轴键选择 中间轴转矩mNT 7 108 查表 10 10 查得许用应力 100 120MPa 取 100MPa p p mmLmmL mmblL mm dh T l p 36 70 69 241069 14 69 14 100837 1087004 4 21 取 与小齿轮联接处键为键 7010 AmmmmmmLhb70810 与大齿轮联接处键为键 3610 AmmmmmmLhb36810 6 2 1 中间轴键校核 中间轴键校核 键工作长度 mmbLl mmbLl 261036 601070 22 11 得 50 56 26837 10870044 48 24 60837 10870044 2 2 1 1 pp pp MPa dhl T MPa dhl T 故合格 6 3 高速轴键选择 中间轴转矩mNT 8 31 查表 10 10 查得许用应力 100 120Mpa 取 100Mpa p p mmL mmblL mm dh T l p 32 27 15827 7 27 7 100725 318004 4 取 与带轮联接处键为键 328 AmmmmmmLhb3278 6 3 1 高速轴键校核 高速轴键校核 键工作长度 mmbLl24832 得 29 30 24725 3180044 pp MPa dhl T 故合格 七 滚动轴承的选择及七 滚动轴承的选择及校核校核 7 1 低速轴轴承 取 AC7311 25 mmd55 mmD120 mmB29 1 先计算轴承载荷 内部轴向力 NFFF Hvr 81 97935 73005 616 222 1 2 11 NFFF Hvr 99 132338 131611 132 222 2 2 22 NFF rS 27 66681 97968 0 68 0 11 NFF rS 31 90099 132368 0 68 0 22 NFa24 673 12 55 157331 90024 673 SSa FNFF 则轴承 1 为压紧端NFFF aSa 55 1573 21 轴承 2 为放松端NFa31 900 2 2 计算轴承 1 2 的当量动载荷 由表 16 11 查得68 0 e e F F r a 61 1 81 979 55 1573 1 1 e F F r a 68 0 99 1323 31 900 2 2 查表 16 11 得 41 0 1 X87 0 1 Y1 2 X0 2 Y NFYFXP ar 71 177055 157387 0 81 97941 0 11111 NFYFXP ar 99 132331 900099 13231 22222 3 计算轴承寿命为 Lh 轴两端所选为同尺寸轴承 今故应以轴承 1 的径向当量动载荷为计 21 PP 1 P 算依据 受中等冲击载荷 查表 16 9 得 工作温度正常 查表 16 8 得1 1 p f3 1 t f hLh584083652 1 4 查得 轴承径向基本额定动载荷NCr67200 则 h Pf Cf n L p rt h 64206 71 17701 1 672001 6055 106 10 60 10 3 66 hh LL 1 故所选 7311AC 轴承适合 7 2 中间轴轴承 取 AC7307 25 mmd35 mmD80 mmB21 1 先计算轴承载荷 内部轴向力 NFFF Hvr 73 2032 201 4 222 1 2 11 NFFF Hvr 52 117947 110053 424 222 2 2 22 NFF rS 10 1473 2068 0 68 0 11 NFF rS 07 80252 117968 0 68 0 22 NFa 7 375 21 8 38910 14 7 375 SSa FNFF 则轴承 1 为压紧端NFFF aSa 37 426 21 轴承 2 为放松端NFF sa 07 802 22 2 计算轴承 1 2 的当量动载荷 由表 16 11 查得68 0 e e F F r a 57 20 73 20 37 426 1 1 e F F r a 68 0 52 1179 07 802 2 2 查表 16 11 得 41 0 1 X87 0 1 Y1 2 X0 2 Y NFYFXP ar 44 37937 42687 0 73 2041 0 11111 NFYFXP ar 52 117907 802052 11791 22222 3 计算轴承寿命为 Lh 轴两端所选为同尺寸轴承 今故应以轴承 1 的径向当量动载荷 P2为计 12 PP 算依据 受中等冲击载荷 查表 16 9 得 工作温度正常 查表 16 8 得1 1 p f3 1 t f hLh584083652 1 4 查得 轴承径向基本额定动载荷NCr32800 则 h Pf Cf n L p rt h 994837 52 11791 1 328001 6066 270 10 60 10 3 66 hh LL 1 故所选 7307AC 轴承适合 7 3 高速轴轴承 取 AC7307 25 mmd35 mmD80 mmB21 1 先计算轴承载荷 内部轴向力 NFFFF FHvr 92 104634 23853 76924 248 22 1 2 1 2 11 NFFFF FHvr 24 115734 80834 30714 165 22 2 2 2 2 22 NFF rS 91 71192 104668 0 68 0 11 NFF rS 92 28624 115768 0 68 0 22 NFa98 360 12 89 107291 71198 360 SSa FNFF 则轴承 2 为压紧端NFFF aSa 89 1072 12 轴承 1 为放松端NFF sa 91 711 11 2 计算轴承 1 2 的当量动载荷 由表 16 11 查得68 0 e e F F r a 68 0 92 1046 91 711 1 1 e F F r a 93 0 24 1157 89 1072 2 2 查表 16 11 得 41 0 2 X87 0 2 Y1 1 X0 1 Y NFYFXP ar 92 104691 711092 10461 11111 NFYFXP ar 88 140789 107287 0 24 115741 0 22222 3 计算轴承寿命为 Lh 今故应以轴承 2 的径向当量动载荷 P2为计算依据 12 PP 受中等冲击载荷 查表 16 9 得 工作温度正常 查表 16 8 得1 1 p f3 1 t f hLh584083652 1 4 查得 轴承径向基本额定动载荷NCr32800 则 h Pf Cf n L p rt h 164374 88 14071 1 328001 60 3 963 10 60 10 3 66 hh LL 1 故所选 7307AC 轴承适合 八 连轴器的选择 由于凸缘联轴器德结构简单 使用方便 可传递的转矩较大 等优点 且常用 于载荷较平稳的两轴连接首先考虑此联轴器 联轴器的设计计算 由于装置用于 V 带传动 原动机为电动机 所以工作情况系数为 5 1 A K 计算转矩为mNmNTca 95 397 3 2655 1 查手册选用凸缘联轴器 GYS6 其主要参数如下 公称转矩mNTn 900 轴孔直径 mmd45 1 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L 84mm 九 润滑与密封 9 1 齿轮的润滑 采用浸油润滑 浸油高度约为低速级大齿轮的一个齿高 取为 10mm 9 2 滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为均小于 2m s 所以采用脂润滑 9 3 润滑油的选择 考虑到该装置用于小型设备 选用全消耗系统用油 L AN15 润滑油 9 4 密封方法的选取 在轴和轴承配合处内端镶入挡油环 轴承用脂润滑确定挡油环的尺寸以达 到最好的密封效果 轴承端盖内加垫 O 型密封圈 轴承端盖结构设计 材料 HT150 高中轴承 7307AC D 80 d3 8mm n 4 mmDD mmdDD mmDD mmee mmde mmdDD mmdDD mmdd 76 4 2 763 70 15 10 12 102 1 1205 2 1005 2 91 6 305 4 1 3 302 30 30 低轴承 7311AC D 120 d3 10 n 6 mmDD mmdDD mmDD mmee mmde mmdDD mmdDD mmdd 116 4 2 1153 110 15 10 12 102 1 1705 2 1455 2 111 6 305 4 1 3 302 30 30 十 减速器附件设计 1 窥视孔及其视孔盖 为了检查传动零件的啮合情况 接触斑点 侧隙 并向箱体内注入润 滑油 应在箱体的适当位置设置窥视孔 窥视孔设在上箱顶盖能够直接观察到 齿轮啮合部位的地方 平时 窥视孔的视孔盖用螺钉固定在箱座上 窥视孔为 长方形 其大小应适当 以手能伸入箱内为宜 以便检查齿轮啮合情况 2 通气器 减速器工作时 箱体内温度升高 气体膨胀 压力增大 为使箱内受 热膨胀的空气能自由排除 以保持箱体内外压力平衡 不致使润滑油沿分箱面 或轴伸密封件等缝隙渗漏 在箱体顶部装设通气器 3 轴承盖 为了固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷 轴承座孔两端用轴承 盖封闭 轴承盖有凸缘式和嵌入式两种 图中采用的是凸缘式轴承盖 利用六 角螺栓固定在箱体上 在外伸轴处的轴承盖是透盖 透盖中装有密封装置 4 定位销 为了精确地加工轴承座孔 同时为了在每次拆装箱盖时仍保持轴承座 孔制造加工时的位置精度 应在精加工轴承孔前 在箱盖与箱座的连接凸缘上 配装定位销 图中采用的是两个定位圆锥销 安置在箱体纵向两侧连接凸缘上 对称箱体应呈非对称布置 以免错装 5 油面指示器 为了检查减速器内油池油面的高度 以便经常保持油池内有适当的油量 一般在箱体便于观察 油面较稳定的部位 装设油面指示器 图中的指示器为 油标尺 6 放油螺塞 换油时 为了排放污油和清洗剂 应在箱座底部 油池的最低位置处开 设放油孔 平时用螺塞将放油孔堵住 放油螺塞和箱体接合面应加防漏用的垫 圈 7 启盖螺钉 为了加强密封效果 通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶 因而在拆卸时往往因胶结紧难于开箱 为此常在箱盖连接凸缘的适当位置 加 工出 1 2 个螺孔 旋入启箱用的圆柱端或半圆端的启箱螺钉 旋动启箱螺钉可 将箱盖顶起 启箱螺钉的大小可同于凸缘连接螺栓 8 起吊装置 图中箱盖装有两个吊环 用于吊起箱盖 箱座两端的凸缘下面铸出四 个吊钩 用于吊运整台减速器 十一 设计小结 三周的课程设计 参考资料目录 1 机械设计课程设计 北京工业大学出版社 王大康 卢颂峰主编 2010 年 3 月第二版 2 机械设计基础 第五版 高等教育出版社 杨可桢 程光蕴 李仲生主 编 2006 年 5 月第五版 3 机械制图 第五版 高等教育出版社 何铭新 钱可强主编 2004 年 1 月第五版 4 互换性精度设计与检测 中国矿业大学出版社 韩正铜 王天煜主编 2002 年 5 月第一版 5 机械设计课程设计 机械工业出版设 陆玉主编 2007 年 7 月第四版 6 减速器选用手册 化学工业出版社 周明衡主编 2002 年 6 月第一版 7 工程机械构造图册 机械工业出版社 刘希平主编 8 AutoCAD2008 中文版 机械应用实例教程 清华大学出版社 郭朝勇 主编 2007 年 10 月第一版 9 AutoCAD2008 中文版实用教程 科学出版社 邵振国主编 2007 年 12 月第一版 袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂 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